7. Выбор марки рабочей жидкости

Выбор марки минерального масла определяется температурными условиями, режимом работы гидропривода и его номинальным давлением, которым должно соответствовать важнейшее физическое свойство масла – вязкость; завышение или занижение вязкости масла приводит к ухудшению эксплуатационных свойств гидропривода.

Применение масла с завышенной вязкостью (более 1010^-4 м²с) приводит к увеличению гидравлических сопротивлений и, следовательно, потребляемой гидроприводом мощности, к уменьшению объемных КПД насосов и гидродвигателей, ухудшению фильтрации и снижению ресурса гидроаппаратов, вызывает нежелательный нагрев масла. При занижении вязкости (ниже 0,210^-4 м²с) повышается интенсивность износа трущихся пар, ускоряется окисление масла, увеличиваются его утечки и перетечки, что также увеличивает потребляемую гидроприводом мощность.

Для гидроприводов с легким режимом работы и меньшим номинальным давлением следует применять масла с меньшей вязкостью, чем для гидроприводов с тяжелым режимом работы и большим номинальным давлением. Так, при прочих равных условиях, при номинальном давлении до 7 МПа рекомендуется вязкость масла 0,210^-4 м²с - 0,410^-4 м²с (при 50⁰С), а при давлении 7-20 МПа 0,610^-4 м²с – 1,110^-4 м²с.

Вязкость масла существенно зависит от температуры и должна поддерживаться в оптимальных пределах во всем интервале эксплуатационных температур.

Нижний предел применимости масла определяется температурой прокачиваемости его в гидроприводе, которая обычно на 10-15⁰С выше температуры застывания масла. Кроме того, ГОСТ 14892-69 рекомендует определенные пределы вязкости масла для нормальной работы насосов (табл. 7.1).

Таблица 7.1

Ограничение вязкостей рабочих жидкостей для роторных насосов

Тип насоса	Вязкость жидкости (10-4 м2с)
	Минимальная 1	Максимальная 2
Аксиально-поршневые	0,06-0,08	18-20
Пластинчатые	0,10-0,12	35-45
Шестеренные	0,16-0,18	45-50

Примечания:

1. Обеспечивается гидродинамическая смазка сопряженных поверхностей трения и удовлетворительное значение объемного КПД (не менее 0,8).

2. Обеспечивается минимально необходимая прокачиваемость.

Технические данные масел, используемых в гидроприводах, и условия их применения приведены в 1].

8. Определение параметров объёмного гидродвигателя

Расчётная формула для определения главного параметра гидроцилиндра - эффективной рабочей площади поршня выводится из уравнения сил:

(8.1)

. (8.2)

Используя понятие коэффициента асимметрии двигателя _ц=S_c/S_н, получим

. (8.3)

Уравнение (8.3) можно представить в виде:

(8.4)

где ) - механический КПД гидроцилиндра, учитывающий влияние сил трения поршня и штока о корпус гидроцилиндра;

- гидравлический КПД аппаратов и соединительных гидролиний. Эта величина отражает потери давления при течении жидкости от насоса к гидродвигателю и обратно.

В формулу (8.4) подставляют приближённое значение механического КПД _м.ц, соответствующее типу двигателя. Ориентиром могут служить экспериментальные значения _м.ц , приведённые в каталогах на гидрооборудование:

_м.ц=0,93...0,97 (табл 8.1).

Таблица 8.1

Значение механического КПД гидроцилиндров в зависимости от вида

уплотнения и диаметра

Уплотнение
резиновыми манжетами			Кольцами
			резиновыми	Чугунными
Диаметр, мм
40-60 0,93	80-125 0,95	110-220 0,97	до 400 0,97	до 5000 0,95

Значение гидравлического КПД _г.а выбирают с учетом потерь энергии и габаритных размеров трубопроводов и аппаратов. Для приводов с расчетной мощностью на выходном звене 0,5…5 кВт в первом приближении можно принять _г.а = 0,75…0,9 2. При дальнейшем расчете эту величину корректируют. Выбранное _г.а принимается в качестве допустимого значения гидравлических потерь привода.

Расчёт S_н (м²) ведётся по максимальной силе F. В рассматриваемом примере F_max=F_р.х, следовательно:

(F, Н; p_ном, Па;)

После определения эффективной рабочей площади поршня S_н рассчитывается внутренний диаметр гидроцилиндра D. Диаметр гидроцилиндра находят в зависимости от направления действия рабочего усилия. Если рабочая жидкость под давлением подается в поршневую полость (рис.4.1, схема I, III),то и расчетный диаметр цилиндра D (м) находят по формуле

. (8.5)

Для штоковой рабочей полости цилиндра (рис.4.1, схема II, IV) эффективная площадь поршня S_н (м²) равна

. (8.6)